二級(jí)斜齒輪減速器課程設(shè)計(jì)品

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)2011/5/22設(shè)計(jì)課題：二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器院系：機(jī)電工程系專(zhuān)業(yè)：模具設(shè)計(jì)與制造班級(jí)：Z090358組： 第五組指導(dǎo)教師：張旦聞22目錄一、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)4二、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)51.電動(dòng)機(jī)的選擇5（1）選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式5（2）選擇電動(dòng)機(jī)容量5（3）選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速52計(jì)算總傳動(dòng)比并分配各級(jí)傳動(dòng)比6（1）總傳動(dòng)比6（2）分配各級(jí)傳動(dòng)比73. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)7（1）各軸的轉(zhuǎn)速7（2）各軸的功率7（3）各軸的轉(zhuǎn)矩8三、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)8四、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)131.高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)132.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)18五、軸的設(shè)計(jì)231.中間軸的設(shè)計(jì)與

2、計(jì)算232.高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算313.低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算38六、參考文獻(xiàn)45一、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)題目 設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)上兩級(jí)斜齒輪減速器 第五組 指導(dǎo)老師：張旦聞帶式輸送機(jī)減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1-軸、2-軸、3-軸、4-卷筒軸設(shè)計(jì)參數(shù)運(yùn)輸帶工作拉力:F(N)=3200N運(yùn)輸帶工作速度:V(m/s)=1.1m/s卷筒直徑:D(mm)=300mm工作條件 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動(dòng)，室外工作，有粉塵； 運(yùn)輸帶速度允許誤差土5； 兩班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒與運(yùn)輸帶間的摩擦影響在運(yùn)輸帶工作拉力F中已考慮) 。加工條件 生產(chǎn)20臺(tái)，中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工 78級(jí)齒輪 設(shè)

3、計(jì)工作量 1減速器裝配圖1張(AO或A1)； 2零件圖13張；3設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份二、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)1.電動(dòng)機(jī)的選擇（1）選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式根據(jù)工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率： Pw = =kW=3.71Kw式中，帶式輸送機(jī)的效率（由查參考文獻(xiàn)1中表17可得）。電動(dòng)機(jī)輸出功率P0為： P0= 其中為電動(dòng)機(jī)至滾筒主軸傳動(dòng)裝置的總效率，包括V帶傳動(dòng)、兩對(duì)斜齒輪傳動(dòng)、兩對(duì)滾動(dòng)軸承及聯(lián)軸器等效率，值計(jì)算如下： =經(jīng)查參考文獻(xiàn)2中表101知V帶傳動(dòng)效率=0.96，一對(duì)斜齒輪傳動(dòng)效率=0.97，一對(duì)滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率=0.99，聯(lián)軸

4、器效率=0.99，因此 =0.960.9720.9940.99=0.86所以 P0 =kW=4.31kW根據(jù)P0選取電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm ，使Pm =（11.3）P0 =4.315.60kW，查表得電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm =5.5kW（3）選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速先計(jì)算工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速，也就是滾筒的轉(zhuǎn)速 =r/min=70.06r/min根據(jù)參考文獻(xiàn)1中表18確定傳動(dòng)比范圍，取V帶傳動(dòng)比i1=24，二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比ig=840，總傳動(dòng)比i的范圍為 i=（2×8）（4×40）=16160電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍應(yīng)為 nm=inw =（16160）×70.06r/min=1120.96

5、11209.6r/min符合這一范圍的電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min，3000r/min兩種，由標(biāo)準(zhǔn)查出兩種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，因此有兩種傳動(dòng)比方案，如表11所列。表11 傳動(dòng)比方案對(duì)照方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pm /kW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速/r·min-1電動(dòng)機(jī)質(zhì)量/kg傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步滿(mǎn)載總傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)減速器1Y132S45.5150014406820.55211.252Y132S125.5300029006441.39313.80綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和各級(jí)傳動(dòng)比，方案一比較合適，所以選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y132S4。其主要性能和安裝尺寸見(jiàn)表12和表13。表12 Y1

6、32S4型電動(dòng)機(jī)主要性能電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/r·min-1滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速/r·min-1額定轉(zhuǎn)矩/N·mY132S45.5150014402.2表13 Y132S4型電動(dòng)機(jī)外形尺寸 /mm 中心高度H長(zhǎng)寬高L×(安裝尺寸A×B軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×G132475×445×315216×14038×8010×332計(jì)算總傳動(dòng)比并分配各級(jí)傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比 i=r/min=20.55帶式輸送機(jī)減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1-軸、2-軸、3-軸、4-卷筒軸（2）分配各級(jí)傳動(dòng)比 i

7、=i1 i2 i3為使帶傳動(dòng)的尺寸不致過(guò)大，滿(mǎn)足V帶傳動(dòng)比小于齒輪傳動(dòng)比，即i1<i2，i3 。取i1 =2，按二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器布置，取i2 =1.3i3 ?？伤愠?i2 =3.65 ，i3=2.813. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸的轉(zhuǎn)速 軸 n1 =r/min=720r/min 軸 n2 =r/min=197.26r/min 軸 n3 =r/min=70.20r/min 卷筒軸 nw =n3 =70.20r/min（2）各軸的功率 軸 P1 =Pm =5.5×0.96kW=5.28kW 軸 P2 =P1 =5.28×0.97×0.99=

8、5.07kW 軸 P3 =P2=5.07×0.99×0.97=4.87kW 卷筒軸 P4 =P3 =4.87×0.99×0.99=4.77kW（3）各軸的轉(zhuǎn)矩 軸 T1=9550=9550×N·m=70.03N·m 軸 T2=9550=9550×N·m=245.46 N·m 軸 T3=9550=9550× N·m=662.51 N·m 卷筒軸 T4=9550=9550× N·m=648.91 N·m表14 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置各主軸主要參

9、數(shù)計(jì)算結(jié)果參數(shù)軸名電動(dòng)機(jī)軸軸軸軸工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速/(r/min)1440720197.2670.2070.20功率P/kW5.55.285.074.874.77轉(zhuǎn)矩T/(N·m)36.4870.03245.46662.51648.91傳動(dòng)比i23.652.811效率0.960.960.960.98三、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)解題步驟及結(jié)果見(jiàn)表21表21 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果1.確定設(shè)計(jì)功率PC根據(jù)工作情況，查參考文獻(xiàn)3中表77得工況系數(shù)KA=1.3，PC= 1.3×5.5kW=7.15kW已知：Pm=5.5Kw， PC=7.15kw2. 選擇V帶型號(hào)根據(jù)PC=7.15kw

10、和nm=1440r/min，查參考文獻(xiàn)3中圖79選A型三角帶A型3. 計(jì)算傳動(dòng)比=2=24. 確定小帶輪直徑經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表78，取=125mm (要大于或等于最小直徑，并符合直徑系列）=125mm5. 驗(yàn)算V帶速度vv=9.42m/s在規(guī)定的5m/s<v<25m/s范圍內(nèi)，合理v=9.42m/s6. 確定大帶輪直徑大帶輪直徑=取彈性滑動(dòng)率=0.02=2×125×（10.02）=245mm經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表78，取=250mm，實(shí)際傳動(dòng)比=2.04從動(dòng)輪實(shí)際轉(zhuǎn)速=mm/s轉(zhuǎn)速誤差=0.0196計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果對(duì)于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速在±5%范

11、圍內(nèi)是允許的。7. 初選中心距=（0.72）（d1+d2）d1=125mm ，d2=250mm262.5750mm取=500mm=500mm8. 初選長(zhǎng)度L0L0=2×500+(125+250)+=1596.656mmL01596.656mm9. 選擇V帶所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表73，找到與L0=1596.656mm相近的數(shù)據(jù)，取Ld=1600mmLd=1600mm10. 實(shí)際中心距aa=500+=501.72mm由amin=a 0.015Ld , max=a0.015 Ld知，中心距可調(diào)整范圍為 477.72 mm <<525.72mma=501.72mm計(jì)算

12、項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果11. 驗(yàn)算小帶輪包角= = =165.720>1200 經(jīng)計(jì)算，小帶輪包角取值合理=165.72012. 計(jì)算單根V帶基本額定功率P1根據(jù)d1=125mm和nm=1440r/min，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表74，取得A型V帶的P1=1.93kWP1=1.93kW13. 額定功率的增量根據(jù)nm=1440r/min和i=2，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表76，取得A型V帶的=0.17kW=0.17kW14. 計(jì)算V帶根數(shù)Z根據(jù)=165.720 ，查參考文獻(xiàn)3中表75得包角系數(shù)=0.956 ，根據(jù)Ld=1600mm，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表73得長(zhǎng)度系數(shù)Z= =3.6取Z=4根Z=4根標(biāo)記：A

13、1600×4計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果15. 計(jì)算單根V帶的初拉力F0F0= = =315.34N經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表72知，每米長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.10kg/mF0=315.34N16. 確定帶對(duì)軸的壓力FQFQ=2ZF0sin=2×4×315.34sin=2502.54NFQ=2502.54N17. 帶輪結(jié)構(gòu)工作圖帶輪結(jié)構(gòu)工作圖，見(jiàn)圖21圖21四、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，雙班制工作，使用壽命10年。計(jì)算結(jié)果及步驟如下：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算和說(shuō)明（1） 選擇材料及熱處理精度等級(jí)齒數(shù)實(shí)際傳動(dòng)比齒數(shù)比誤差初選螺旋角

14、查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=217255，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合適。選8級(jí)精度（GB1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實(shí)際傳動(dòng)比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用

15、接觸應(yīng)力H試計(jì)算小齒輪分度圓直徑dt1計(jì)算圓周速度v使用系數(shù)KA動(dòng)載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑d1確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin計(jì)算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑da齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5

16、中式818知設(shè)計(jì)公式：由式得：N·mm=7.00×104N·mm查參考文獻(xiàn)3中表813得：查參考文獻(xiàn)3中表814，取u=3.68由參考文獻(xiàn)5中圖819得：2.425=1.659=1.2由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=2.0736×109/3.68=5.63×108由參考文獻(xiàn)5中圖88得：ZN1=1，ZN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限Hlim1=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式83得：H

17、1=MPa = 580MPaH2=MPa = 390MPa由于H2<H1，所以應(yīng)取較小值H2代入計(jì)算=mmm/s查參考文獻(xiàn)5中表85得：KA=1根據(jù)vz1/100=2.098×25/100=0.5245m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：KV=1.05由參考文獻(xiàn)5中圖811得：=1.42由參考文獻(xiàn)5中圖813得：=1由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mn=2.5mmmm圓整為=150mm =mmmmmm圓整后取=65mm，=70mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得26.9799.26查參考文獻(xiàn)5中表87，YFa1=2.57，YFa2=2

18、.18查參考文獻(xiàn)5中表87，YSa1=1.60，YSa2=1.79查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=2.0736×109/3.68=5.63×108由參考文獻(xiàn)5中圖89得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 ，SFmin=1MPaMPa=51.88MPa=49.23MPa由得：mmmmda1=69.10mmda2= =240.90mmmm

19、mmha1=ha2=h*anmn=1×2.5=2.5mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=4.5mmmmmmmmmm2.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，雙班制工作，使用壽命10年。計(jì)算結(jié)果及步驟如下：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算和說(shuō)明(1) 選擇材料及熱處理精度等級(jí)齒數(shù)實(shí)際傳動(dòng)比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=217255，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合適。選8級(jí)精度（GB1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒

20、數(shù)，圓整取實(shí)際傳動(dòng)比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)力H試計(jì)算小齒輪分度圓直徑dt1計(jì)算圓周速度使用系數(shù)動(dòng)載系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑d1確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa3、YF

21、a4應(yīng)力修正系數(shù)YSa3、YSa4重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin計(jì)算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑da齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計(jì)公式：由式得：N·mm=24.54×104N·mm查參考文獻(xiàn)3中表813得：查參考文獻(xiàn)3中表814，取=2.81由參考文獻(xiàn)5中圖819得：2.425=1.66=1.2由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/=5.68×108

22、/2.81=2.007×108由參考文獻(xiàn)5中圖88得：ZN3=1，ZN4=1由參考文獻(xiàn)3中表810 SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限Hlim3=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim4=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式83得：H3=MPa = 580MPaH4=MPa = 390MPa由于H4<H3，所以應(yīng)取較小值H4代入計(jì)算=mm/s查參考文獻(xiàn)5中表85得：KA=1根據(jù)vz3/100=0.895×27/100=0.24m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：=1.02由參考文獻(xiàn)5中圖81

23、1得：=1.46由參考文獻(xiàn)5中圖813得：=1由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mn=3mmmm圓整為=160mm =mmmmmm圓整后取=85mm，=90mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得3084.44查參考文獻(xiàn)5中表87，YFa3=2.52，YFa4=2.21查參考文獻(xiàn)5中表87，YSa3=1.625，YSa4=1.775查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6M

24、Pa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=5.68×108/2.81=2.007×108由參考文獻(xiàn)5中圖89得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 ，SFmin=1MPaMPa=85.25MPa=81.66MPa由得：mmmmda3=89.89mmda4= =242.12mmmmmmha3=ha4=h*anmn=1×3=3mmhf3=hf4=(h*an+c*n)mn=5.4mmmmmmmmmm五、軸的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動(dòng)軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇選擇和進(jìn)行。因箱體內(nèi)壁寬度主要由中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定，

25、故先對(duì)中間軸進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后對(duì)高速軸和低速軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。 1.中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 已知中間軸的傳遞功率P2=5.07kW，轉(zhuǎn)速n2=197.26r/min，小齒輪分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計(jì)算結(jié)果及步驟如下：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果1.選擇軸的材料由于減速器功率不大，又無(wú)特殊要求，故選擇軸的材料為45鋼并作正火處理。查參考文獻(xiàn)3中表101知，MPa，MPa45鋼，正火處理2.計(jì)算軸的載荷中間軸所傳遞的T2=245460N·mm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：NNNNNNN3.初算最小軸徑由參考文獻(xiàn)3中表103取A=107118(因軸上受較大彎矩)，于是得：計(jì)

26、算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果3.初算最小軸徑 mm取mmmm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖31（a）所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩段固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開(kāi)始設(shè)計(jì)（2）軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計(jì) 該段軸段上安裝軸承，其設(shè)計(jì)應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。周段、上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7007C，經(jīng)過(guò)驗(yàn)算，軸承7007C的壽命不滿(mǎn)足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取7310C進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，由參考文獻(xiàn)6中表99知軸承內(nèi)徑d=50mm，外徑D=110mm，寬度B=27mm，定位軸肩直

27、徑D1=60mm，外徑定位直徑D2=100mm，對(duì)軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距a3=22mm，故d1=50mm。通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號(hào)，則d5=50mm（3）軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為了便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)分別大于和，可初定d2=d4=52mm。齒輪2輪轂寬度范圍mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度b2=65mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒定位固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實(shí)心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度mm相等，右端采用軸肩定位，左端采用套筒定位固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取L2=87mm，

28、L4=62mm。（4）軸段 該段為中間軸上的兩個(gè)齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為mm，取其高度為h=5mm，故d3=62mm。齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面與箱體內(nèi)壁距離均取為mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離為：d1=d5=50mmd2=d4=52mmL2=87mmL4=62mm49計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) mm取mm，則箱體內(nèi)壁距離為mm。齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離mm，則軸段的長(zhǎng)度為（5）軸段及軸段的長(zhǎng)度 該減速器齒輪的圓周速度小于3m/s，故軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離取為，中

29、間軸上兩個(gè)齒輪的固定均有擋油環(huán)完成，則軸段的長(zhǎng)度為：mm軸段的長(zhǎng)度為：mm（6）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離mm，則由圖11-6可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為：mmmm mmBx=188mm L3=10.5mmL1=52mmL5=53.5mml1=72mml2=88mml3=62mm5.鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查參考文獻(xiàn)2中表1034得軸段和軸段上采用的鍵的型號(hào)分別為鍵14×80GB/T10962003，鍵14×56GB/T10962003計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果6軸的受力分析（1）畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖，軸的受力簡(jiǎn)圖如圖31（b） （

30、2）計(jì)算軸承支承反力 在水平面上為：NN式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫(huà)力的方向相反 在垂直平面上為NN軸承1的總支承反力為 N軸承2的總支承反力為 N(3)畫(huà)彎矩圖 彎矩圖如圖31（c）、（d）、（e）所示在水平面上，a-a剖面左側(cè)為N·mma-a剖面圖右側(cè)為：N·mmR1H=1823.08NR2H=394.12NR1V=4535.21NR2V=3397.79NR1=4887.92NR2=3420.57N計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果（6）軸的受力分析b-b剖面圖右側(cè)為：N·mm N·mm在垂直平面上為N·mmN·mm合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為

31、：N·mma-a剖面右側(cè)為： N·mmb-b剖面左側(cè)為：N·mmb-b剖面右側(cè)為： N·mm(4)畫(huà)彎矩圖 轉(zhuǎn)矩如圖31（f）所示，T2=245460N·mmMa=351930.12N·mm=332978.45N·mmMb=213005.9N·mm=212075.42N·mmT2=245460N·mm7.校核軸的強(qiáng)度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險(xiǎn)剖面，故分別計(jì)算a-a剖面的抗彎矩截面系數(shù)為 mm3抗扭截面系數(shù)為：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及

32、說(shuō)明計(jì)算結(jié)果7.校核軸的強(qiáng)度 mm3a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為：MPaa-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為：MPa扭剪應(yīng)力為：MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為： MPa，故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面已知MPa，查參考文獻(xiàn)5中表156知軸的許用彎曲應(yīng)力MPa，強(qiáng)度滿(mǎn)足要求軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為MPa取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由參考文獻(xiàn)3中表106查得： 強(qiáng)度足夠齒輪3處得鍵長(zhǎng)于齒輪2處得鍵，故強(qiáng)度也足夠鍵連接強(qiáng)度足夠9校核軸承壽命（1）計(jì)算軸承的軸向力 由參考文獻(xiàn)2中表1039查7310C軸承得，N。由

33、參考文獻(xiàn)3中表1110得7310C軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果9校核軸承壽命 外部軸向力：N，各軸向力方向如圖32所示 則兩軸承的軸向力分別為 因，故只需校核軸承1的壽命（2）計(jì)算軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷 由Fa1/C0r=2439.06/47200=0.052，,由參考文獻(xiàn)3中表116知，因，故，則當(dāng)量動(dòng)載荷為： N（3） 校核軸承壽命 軸承在120以下工作，查參考文獻(xiàn)3中表117得。對(duì)于減速器，查參考文獻(xiàn)3中表118得載荷系數(shù) 軸承1的壽命為：已知該減速器三年大修，即：h由Lh>Lh知軸承壽命足夠軸承壽命足夠 2.高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算已知

34、高速軸的傳遞功率P1=5.28kW，轉(zhuǎn)速n1=720r/min，小齒輪分度圓直徑d1=64.10mm，齒輪寬度b1=70mm。計(jì)算結(jié)果及步驟如下：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果1. 選擇軸的材料由于減速器功率不大，又無(wú)特殊要求，故選擇軸的材料為45鋼并作正火處理。查參考文獻(xiàn)3中表101知，MPa，MPaMPa2.計(jì)算軸的載荷中間軸所傳遞的T1=70030N·mm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：NFt1=2185.02NFa1=497.97NFr1=815.67N3.初算最小軸徑由參考文獻(xiàn)3中表103取A=118107（因軸上受較大彎矩）于是得： mm取mm由于安裝

35、大帶輪處有鍵，故軸需加大4%5%，則mm取d=25mm軸的構(gòu)想圖如圖33(a)所示 （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細(xì)處開(kāi)始設(shè)計(jì)。（2）軸段 軸段上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計(jì)應(yīng)與帶輪輪彀軸孔設(shè)計(jì)同步。根據(jù)第二步計(jì)算結(jié)果，考慮到該段軸徑mm計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)取得太小，軸承的壽命可能滿(mǎn)足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定軸段的直徑d1=30mm，帶輪輪彀的寬度為（1.52.0）d1=4560mm，取帶輪輪彀的寬度L帶輪=50mm，軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略小于彀孔的寬度，取

36、L1=48mm(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1) ×30=2.13mm。軸段的軸徑d2=d1+2×(2.13)=34.236mm，其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查參考文獻(xiàn)1中表920選氈圈35 JB/ZQ 46061986，則d2=35mm（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。先暫取軸承為7408AC，由參考文獻(xiàn)6中表99得軸承內(nèi)徑mm，外徑mm，寬度mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外

37、圈定位內(nèi)徑mm，在軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離mm，故取軸段的直徑mm。軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)測(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm，擋油環(huán)軸孔寬度初定為B1=15mm，則L3=B+B1=(27+15)mm=42mm 通常一根軸上的兩個(gè)軸承應(yīng)取相同相同的型號(hào)，則d7=40mm，L7=B+B1=(27+15)mm=42mm（5）齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定mm，則由參考文獻(xiàn)2中表1034知該處鍵的截面尺寸為b×h=12mm×8mm

38、，輪彀鍵槽深度為t1=3.3mm，則該處齒輪上齒根圓與彀孔鍵槽頂部的距離為mm，因?yàn)閙m，故該軸設(shè)計(jì)成齒輪軸，則有，mm(6)軸段和軸段的設(shè)計(jì) 該軸段直徑可略大于軸承定位軸肩的直徑，則mm，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，軸段的長(zhǎng)度=d1=30mmL1=48mmd2=35mmmmL3=42mmd7=40mmL7=42mmmmd4=d6=48mmL6=7mm計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7mm。軸段的長(zhǎng)度為mm（7）軸段的長(zhǎng)度 該軸段的長(zhǎng)度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度有關(guān)及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為：，由參考文獻(xiàn)1中表151知，下箱座壁厚：=7mm<8mm，取mm。

39、由參考文獻(xiàn)1中表151知： mm，取地腳螺栓為M16。mm，則取軸承旁螺栓直徑為M12，查參考文獻(xiàn)1中表152知c1=18mm，c2=16mm，則箱體軸承座寬度L=8+18+16+(58)=4750mm，L=48mm.。mm，則取機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑為M10。mm，則取軸承端蓋直徑為M8。t=(11.2)d3=1012mm，則取軸承端蓋凸緣厚度t=11mm，取軸承端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為mm。為方便在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面距軸承端面表面距離K=28mm，帶輪采用腹板式，螺栓的裝拆空間足夠。則mm(8)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大

40、端面的距離a3=31.8mm，則由圖33(a)所示可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為mmmmL4=105mmmmL=48mmL2=56.5mml1=113.3mml2=160.2mml3=52.2mm計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果5.鍵連接帶輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查參考文獻(xiàn)2中表1034的其型號(hào)為鍵8×45GB/109620036.軸受力分析（1）畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖 軸的受力簡(jiǎn)圖如圖33(b)所示（2）計(jì)算軸支承反力 在水平面上為式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫(huà)力的方向相反 在垂直平面上為NN軸承1的總支承反力為N 軸承2的總支承反力為(3)畫(huà)彎矩圖 彎矩圖如圖33(b)、(c)、(e)所示在水

41、平面上，a-a剖面右側(cè)為N·mma-a剖面左側(cè)為b-b剖面為N·mmR1H=3573.6NR2H=-1886.73NR1V=537NR2V=1648.02NR1=3613.72NR2=2504.87N計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果6.軸受力分析在垂直面上為合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面為 （4）畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖如圖33（f）所示 N·mmN·mm7.校核軸的強(qiáng)度因b-b剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，其軸徑較小，故b-b剖面為危險(xiǎn)剖面。其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為剖面的彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為， 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算校核，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的軸承

42、，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為 計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果7.校核軸的強(qiáng)度，故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面已知MPa，查參考文獻(xiàn)5中表156知軸的許用彎曲應(yīng)力MPa，強(qiáng)度滿(mǎn)足要求軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度 帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3中表106得，強(qiáng)度足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠9.校核軸承的壽命（1）計(jì)算軸承的軸向力 由參考文獻(xiàn)6中99查得7408AC的Cr=61700N，且根據(jù)軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力A=497.97，各軸向力方向如圖34所示，則則兩軸承的軸向力分別為(2)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查參考文獻(xiàn)

43、3中表116得70000AC型軸承的判別系數(shù)為e=0.68，因，故X=1，Y=0，則軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為查參考文獻(xiàn)3中表116得70000AC型軸承的判別系數(shù)為e=0.68，因，故X=1，計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果9.校核軸承的壽命Y=0，則軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為（3）校核軸承壽命 因，故只需校核軸承1的壽命，。軸承在以下工作，查參考文獻(xiàn)3中表117得，查參考文獻(xiàn)3中表118得載荷系數(shù) 軸承1的壽命為 ，故故軸承壽命足夠軸承的壽命足夠 3.低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算已知低速軸的傳遞功率P3=4.87kW，轉(zhuǎn)速n3=70.2r/min，齒輪4分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計(jì)算結(jié)果及步驟如下：計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及

44、說(shuō)明計(jì)算結(jié)果1.選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對(duì)質(zhì)量及結(jié)構(gòu)無(wú)特殊要求，查參考文獻(xiàn)3中表101知，MPa，MPa2.初算軸徑由參考文獻(xiàn)3中表103取A=118107（因軸上受較大彎矩）于是得： mm取mm軸與聯(lián)軸器連接，有一個(gè)鍵槽，故軸徑需加大4%5%，則mmdmin=45mm計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果3.計(jì)算軸的載荷低速軸所傳遞的T3=662510N·mm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：NT3=662510N·mm=5611.64N=1510.56N=2114.36N4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖33（a）所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，該減速器發(fā)熱小，

45、軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處設(shè)計(jì)（2）聯(lián)軸器及軸段 軸段安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計(jì)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行，為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。查參考文獻(xiàn)3中表141取載荷系數(shù)，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩：由參考文獻(xiàn)2中表1048查得LX3型聯(lián)軸器符合要求，公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩1250000N·mm許用轉(zhuǎn)速4700r/min,軸孔范圍為3048mm.考慮，取聯(lián)軸器的轂孔直徑為48mm，軸孔長(zhǎng)度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動(dòng)端代號(hào)為:LX3 48×84GB/T5014-2003，相應(yīng)的軸端的直徑mm，取長(zhǎng)度略小于轂空寬度取mm。(3)密

46、封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度=2.364.8mm。.軸段的軸徑mm。最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封。查參考文獻(xiàn)1中表920，選氈圈55JB/ZQ46061986，則mmmm計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)d2=55mm(4)軸承與軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列，考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。先暫取軸承為7212C，由參考文獻(xiàn)2中表1039得軸承內(nèi)徑mm，外徑mm，寬度mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內(nèi)徑mm，軸上定位端面圓角半徑最大為在軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離mm，故取軸段的直徑mm。軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為B1，故L3=B+B1=22+15=37mm 通常同一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號(hào)，故d6=60mm(5)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大于d6，可初定d5=62mm，齒輪4輪彀的寬度范圍為（1.21.5）d5=74.493mm，齒輪寬度mm，取其輪彀寬度等于齒輪寬度，